錢(qián) 功，吳 青，樓 宇

（浙江鍛壓機(jī)床廠，浙江 嵊州 312400）

基于運(yùn)動(dòng)仿真的高速精密壓力機(jī)平衡系統(tǒng)設(shè)計(jì)

錢(qián) 功，吳 青，樓 宇

（浙江鍛壓機(jī)床廠，浙江 嵊州 312400）

通過(guò)建立高速精密壓力機(jī)的數(shù)字化模型，對(duì)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)和平衡滑塊式動(dòng)平衡裝置作了運(yùn)動(dòng)仿真。在運(yùn)動(dòng)學(xué)分析的基礎(chǔ)上，研究了動(dòng)平衡滑塊重量變化與壓力機(jī)不平衡慣性力周期性變化之間的關(guān)系、滑塊運(yùn)動(dòng)速度變化與不平衡慣性力變化量的關(guān)系以及平衡氣缸的作用。以直觀方便的現(xiàn)代設(shè)計(jì)手段，探索了高速精密壓力機(jī)平衡系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法。

機(jī)械制造；平衡系統(tǒng)；高速精密壓力機(jī)；設(shè)計(jì)

1 前言

高速精密壓力機(jī)是一種自動(dòng)、精密、高效的鍛壓設(shè)備，是電機(jī)、電器、電子、儀表、五金等行業(yè)進(jìn)行精密復(fù)雜零件大批量生產(chǎn)的理想裝備。通常情況下高速精密壓力機(jī)的工作效率是普通壓力機(jī)的十倍以上，所加工的制件質(zhì)量穩(wěn)定，一致性好，還能顯著減少安全事故的發(fā)生，對(duì)提高企業(yè)的綜合競(jìng)爭(zhēng)力十分有利。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外高速精密壓力機(jī)的技術(shù)性能和結(jié)構(gòu)，諸如工作速度、沖裁力、剛性、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)、慣性力平衡、柔性化、噪聲和振動(dòng)的抑制等方面得到了迅速發(fā)展。

通常情況下，當(dāng)滑塊行程次數(shù)達(dá)到200spm以上時(shí)，如果回轉(zhuǎn)部件和往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件動(dòng)態(tài)平衡不良，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的不平衡慣性力變化，均會(huì)使機(jī)身?yè)u晃、振動(dòng)和噪聲加劇、滑塊下死點(diǎn)動(dòng)態(tài)精度變差等，導(dǎo)致機(jī)床無(wú)法正常工作，影響工件質(zhì)量、模具和機(jī)床的使用壽命。所以，高速精密壓力機(jī)在結(jié)構(gòu)上必須采取一些特殊的技術(shù)措施才能保證其平穩(wěn)運(yùn)行。本文以浙江鍛壓機(jī)床廠研制的J75-200型閉式雙點(diǎn)高速精密壓力機(jī)為例，研究動(dòng)平衡塊重量變化與壓力機(jī)不平衡慣性力周期性變化量的關(guān)系、滑塊行程次數(shù)變化與不平衡慣性力變化量的關(guān)系以及平衡氣缸的作用，提出了動(dòng)平衡系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法。

2 建立數(shù)字化功能樣機(jī)

J75-200型閉式雙點(diǎn)高速精密壓力機(jī)機(jī)身采用分體式框架結(jié)構(gòu)，由上梁、左右立柱、底座組成。機(jī)器分體連接方式采用了四根拉緊螺桿液壓預(yù)緊技術(shù)，采用了四點(diǎn)支撐式偏心軸結(jié)構(gòu)，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為結(jié)點(diǎn)正置形式，滑塊通過(guò)兩根導(dǎo)柱與連桿相連接，滑塊四周導(dǎo)向采用直線滾珠導(dǎo)柱和合金銅襯套復(fù)合結(jié)構(gòu)，配置了平衡滑塊式動(dòng)平衡機(jī)構(gòu)，還配有一套平衡缸系統(tǒng)。機(jī)器外形照片如圖1所示。主要技術(shù)指標(biāo)：公稱力2000kN；行程次數(shù)200～400spm；滑塊行程30mm；最大裝模高度420mm；裝模高度調(diào)節(jié)量50mm；機(jī)器重量 40t。

圖1 J75-200型閉式雙點(diǎn)高速精密壓力機(jī)

在進(jìn)行數(shù)字化虛擬樣機(jī)的三維建模和裝配時(shí)，需要充分考慮該數(shù)字化模型能夠真實(shí)反映實(shí)際工程原型機(jī)的行為特征，使得該數(shù)字化模型能夠在進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)性能分析的同時(shí)，其仿真結(jié)果還可以用于模態(tài)分析、疲勞分析、典型零件的有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)。盡量減少對(duì)圓角、孔、密封槽等部位的壓縮或簡(jiǎn)化，除非它們?cè)诹慵W(wǎng)格的過(guò)程中失敗導(dǎo)致無(wú)法進(jìn)一步開(kāi)展零部件的有限元分析。應(yīng)該賦予零件正確的材料屬性以保證分析結(jié)果的正確性，在仿真條件設(shè)定時(shí)應(yīng)注意重力方向。

3 動(dòng)平衡塊重量變化與不平衡慣性力變化量的關(guān)系

設(shè)定數(shù)字化樣機(jī)的工作條件：在滑塊底面固定重量為1000kg的上模，配制的平衡滑塊初始重量為1305kg，排盡平衡缸內(nèi)的壓縮空氣，使得平衡缸拉力為零，機(jī)床在空運(yùn)轉(zhuǎn)的條件下以行程次數(shù)400min-1，滑塊從上死點(diǎn)開(kāi)始運(yùn)動(dòng)，豎直向上的方向?yàn)檎较?。運(yùn)行Simulation軟件后，求得滑塊在豎直方向的位移、速度、加速度。如圖2、圖3、圖4所示。

上述仿真結(jié)果表明，滑塊在豎直方向（y方向）的位移值為30mm，也就是滑塊行程長(zhǎng)度?；瑝K豎直方向最大運(yùn)動(dòng)速度627.26mm/s，按時(shí)間點(diǎn)計(jì)算分別發(fā)生于曲軸轉(zhuǎn)角為90°和270°位置，滑塊豎直方向最大運(yùn)動(dòng)加速度27053mm/s2，分別發(fā)生在上死點(diǎn)和下死點(diǎn)位置。

滑塊、平衡滑塊、連桿、偏心軸等運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的不平衡慣性力（即等效慣性力）通過(guò)曲軸作用于上梁軸承座，等效慣性力的大小可以認(rèn)為由固定值與變化量組成。不平衡慣性力的固定值在高速精密壓力機(jī)啟動(dòng)、停止或速度突變時(shí)會(huì)引起機(jī)身的振動(dòng)，在滑塊工作速度穩(wěn)定后，等效慣性力的固定值部分對(duì)壓力機(jī)的振動(dòng)幾乎沒(méi)有影響。引起壓力機(jī)上下振動(dòng)的最主要因素是運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生的大小與方向周期性變化的等效慣性力的豎直方向分量的變化量，該變化量作用于機(jī)身后引起壓力機(jī)、支承壓力機(jī)的減振墊和地面產(chǎn)生振動(dòng)。

數(shù)字化樣機(jī)運(yùn)動(dòng)仿真后獲得的作用于軸承座的反作用力，能夠反映運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的等效慣性力在各個(gè)運(yùn)轉(zhuǎn)周期中的分布規(guī)律以及整機(jī)的慣性力平衡效果。一個(gè)運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)豎直方向反作用力分量的大小及周期性變化量反映了高速精密壓力機(jī)不平衡慣性力的變化情況，將軸承座豎直方向反作用力分量的運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果導(dǎo)出到EXCEL中并制成曲線，可直觀反映不平衡慣性力的周期性變化量。圖5反映了一個(gè)周期內(nèi)不平衡慣性力變化量的變化規(guī)律。不平衡慣性力最大值發(fā)生在下死點(diǎn)時(shí)刻，數(shù)值為68519N，最小值發(fā)生在上死點(diǎn)時(shí)刻，數(shù)值為39452N。在一個(gè)運(yùn)轉(zhuǎn)周期的0.150s時(shí)間內(nèi)，慣性力變化量達(dá)到29057N，說(shuō)明曲柄滑塊機(jī)構(gòu)不平衡現(xiàn)象比較嚴(yán)重。

平衡滑塊重量的變化對(duì)應(yīng)著不同的不平衡慣性力的變化量，為了尋找到能使得豎直方向不平衡力變化量最小時(shí)的動(dòng)平衡滑塊的重量，讓動(dòng)平衡滑塊的重量以30kg為變量遞增，分別通過(guò)運(yùn)動(dòng)仿真獲得一個(gè)運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)不同平衡滑塊重量所對(duì)應(yīng)的軸承座y方向反作用力變化值，也就是滑塊運(yùn)動(dòng)時(shí)機(jī)床存在的不平衡慣性力變化量，繪制成圖表（圖6）。

不平衡慣性力變化量曲線呈V字型，即在滑塊和上模重量一定時(shí)，變化的動(dòng)平衡滑塊重量對(duì)應(yīng)著一個(gè)不平衡慣性力變化量的極小值，能使得不平衡慣性力變化量數(shù)值最小，平衡效果最佳，所對(duì)應(yīng)的動(dòng)平衡滑塊重量就是我們所希望獲得的最優(yōu)值。圖6中，當(dāng)動(dòng)平衡滑塊的重量為1635kg時(shí)，帶有1000kg上模的壓力機(jī)所對(duì)應(yīng)的不平衡慣性力變化量?jī)H為595N，與動(dòng)平衡塊的重量為1305kg時(shí)對(duì)應(yīng)的不平衡慣性力變化量29067N相比較，下降了98%。595N的不平衡慣性力周期性變化量，對(duì)于自重約40t的壓力機(jī)來(lái)說(shuō)是微不足道的，也就是說(shuō)，壓力機(jī)取得了良好的動(dòng)平衡效果。優(yōu)化動(dòng)平衡滑塊重量后經(jīng)運(yùn)動(dòng)仿真得到的壓力機(jī)一個(gè)周期內(nèi)的不平衡慣性力變化情況如圖7所示。

高速精密壓力機(jī)在實(shí)際應(yīng)用過(guò)程中配備的模具是千變?nèi)f化的，不同的上模重量需要能使得不平衡慣性力變化量最小的對(duì)應(yīng)的動(dòng)平衡塊重量。通過(guò)運(yùn)動(dòng)仿真，可以獲取該數(shù)字化樣機(jī)最佳匹配條件下不平衡慣性力變化量、上模重量變化與動(dòng)平衡滑塊重量的變化關(guān)系數(shù)據(jù)，如圖8、圖9所示。

根據(jù)圖9所示的運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果，可以導(dǎo)出如下方程式：

式中：m1——?jiǎng)悠胶饣瑝K重量；

m2——上模重量；

m3——?jiǎng)悠胶饣瑝K未配置上模時(shí)的最佳初始重量；

k——斜率。

采用了平衡滑塊式動(dòng)平衡結(jié)構(gòu)的壓力機(jī)，k值隨壓力機(jī)滑塊系統(tǒng)、動(dòng)平衡滑塊系統(tǒng)等結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的不同而變化。動(dòng)平衡偏心軸在主連桿部位的偏心量與副連桿部位偏心量的比值，是影響斜率的主要因素，斜率也與滑塊系統(tǒng)和動(dòng)平衡滑塊系統(tǒng)的質(zhì)心位置有一定的關(guān)聯(lián)。

該數(shù)字化模型中，m3為1035kg，k值為0.6。當(dāng)模具（上模）重量為500kg時(shí)，求得動(dòng)平衡滑塊重量m1為：

根據(jù)式（1）計(jì)算，當(dāng)壓力機(jī)安裝了上模重量為500kg的模具時(shí)，如果將可調(diào)節(jié)的動(dòng)平衡滑塊的重量調(diào)整到1335kg，平衡滑塊式動(dòng)平衡裝置將取得最佳的平衡效果。

對(duì)于副滑塊重量可調(diào)整的高速壓力機(jī)，制造廠宜將不同機(jī)型的k值提供給顧客，指導(dǎo)實(shí)際使用過(guò)程中動(dòng)平衡滑塊的快速調(diào)整，以保證壓力機(jī)平穩(wěn)運(yùn)行。

4 滑塊運(yùn)動(dòng)速度變化與不平衡慣性力變化量的關(guān)系

設(shè)計(jì)要求高速精密壓力機(jī)能夠在許用行程次數(shù)范圍內(nèi)能平穩(wěn)地工作。已經(jīng)取得了高速壓力機(jī)工作于最高行程次數(shù)時(shí)的最佳平衡效果，在降低行程次數(shù)時(shí)該動(dòng)平衡系統(tǒng)是否依然有效？開(kāi)展高速壓力機(jī)數(shù)字化模型在不同行程次數(shù)條件下的運(yùn)動(dòng)仿真以觀察動(dòng)平衡情況。設(shè)定該數(shù)字化虛擬樣機(jī)裝有1000kg的上模，動(dòng)平衡滑塊重量調(diào)整為1635kg，將行程次數(shù)從200min-1開(kāi)始，每增加25min-1開(kāi)展一次仿真分析，對(duì)應(yīng)的不平衡慣性力變化量如圖10所示。

運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果表明，滑塊行程次數(shù)從最小值200min-1變化到最大許用值400min-1，壓力機(jī)的不平衡慣性力變化量從149N變到595N，變化量呈現(xiàn)遞增趨勢(shì)，但在可以接受的范圍內(nèi)。可以認(rèn)為：不平衡慣性力的變化值與轉(zhuǎn)速?zèng)]有明顯的相關(guān)性，一旦確定了某行程次數(shù)情況下的動(dòng)平衡滑塊的最佳匹配重量，就能夠滿足壓力機(jī)整個(gè)許用調(diào)速范圍內(nèi)的動(dòng)平衡要求。

5 平衡氣缸的作用

假設(shè)滑塊受40000N的平衡缸拉力并運(yùn)行于400min-1，配重仍然取優(yōu)化值1635kg。運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果顯示，不平衡慣性力周期性變化量數(shù)值為595N，與不帶平衡缸時(shí)的不平衡慣性力變化量完全相等。也就是說(shuō)，通過(guò)調(diào)整平衡缸的氣壓變化改變平衡缸拉力并沒(méi)有影響壓力機(jī)動(dòng)平衡系統(tǒng)的不平衡慣性力變化量。由此看來(lái)，如果壓力機(jī)配置了不同重量的上模，宜通過(guò)相應(yīng)調(diào)整動(dòng)平衡滑塊的重量去獲得最佳平衡點(diǎn)而不是單純依靠調(diào)整平衡缸的氣壓取得平衡效果。

雖然平衡缸拉力不能顯著影響不平衡慣性力的周期性變化量，但是，能夠?qū)Σ黄胶鈶T性力的絕對(duì)值產(chǎn)生影響。有無(wú)平衡缸拉力兩種不同情況的運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果如圖11所示。帶有40000N的平衡缸拉力后，在整個(gè)仿真周期內(nèi)，壓力機(jī)的豎直方向不平衡慣性力均減少了40000N。例如在上死點(diǎn)位置，由不帶平衡缸拉力時(shí)的56620N下降到16620N。如果壓力機(jī)允許安裝直徑更大、數(shù)量更多的平衡缸，使得平衡缸拉力大于動(dòng)平衡滑塊、滑塊、曲軸等運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)對(duì)壓力機(jī)的不平衡慣性力以及自重，讓平衡缸拉力處于過(guò)補(bǔ)償狀態(tài)，將有利于保持滑塊系統(tǒng)的間隙單向性，可以提高下死點(diǎn)的精度，否則，不仿讓平衡缸拉力為零。另外，本文所述的壓力機(jī)，滑塊體積比較大，行程次數(shù)不是太高，平衡缸活塞的最大移動(dòng)速度計(jì)算值為627.26mm/s，在氣動(dòng)密封圈能夠承受的范圍內(nèi)，應(yīng)該配置平衡缸系統(tǒng)。適當(dāng)?shù)钠胶飧谆蚱胶鈿饽疫€能夠改善裝模高度調(diào)節(jié)電機(jī)的工作條件，也便于模具的調(diào)試。

6 水平方向的慣性力

高速精密壓力機(jī)在運(yùn)動(dòng)中存在垂直慣性力和水平慣性力，當(dāng)滑塊行程次數(shù)增大時(shí)，水平慣性力顯著增大。通常情況下水平慣性力的作用點(diǎn)離開(kāi)減振阻尼座的距離比較大，該力矩的周期性變化容易導(dǎo)致壓力機(jī)前后搖晃。副滑塊平衡機(jī)構(gòu)對(duì)于減少垂直方向的慣性力變化有顯著效果，但是未能完全解決水平方向的慣性力平衡問(wèn)題。優(yōu)化該數(shù)字模型中的偏心軸結(jié)構(gòu)，將偏心軸配置上合適的反向平衡塊后進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，以獲得水平方向慣性力的數(shù)值和變化規(guī)律，前后對(duì)比結(jié)果如圖12所示。仿真結(jié)果表明，偏心軸自身的動(dòng)平衡對(duì)水平慣性力有顯著的影響，若希望減少水平慣性力，應(yīng)該重點(diǎn)研究偏心軸自身的動(dòng)平衡效果。

7 結(jié)論

運(yùn)用SolidWorks軟件，建立高速精密壓力機(jī)的數(shù)字化虛擬樣機(jī)；運(yùn)用Simulation插件開(kāi)展曲柄滑塊機(jī)構(gòu)和平衡滑塊式動(dòng)平衡裝置的運(yùn)動(dòng)仿真，能夠在設(shè)計(jì)階段預(yù)知慣性力平衡情況，優(yōu)化副滑塊平衡機(jī)構(gòu)，縮短設(shè)計(jì)周期，提高設(shè)計(jì)效率和設(shè)計(jì)質(zhì)量。能夠在實(shí)物樣機(jī)的調(diào)試和實(shí)際生產(chǎn)應(yīng)用中指導(dǎo)動(dòng)平衡滑塊的調(diào)整方向。

運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果表明，當(dāng)沖壓模具一定時(shí)，副滑塊平衡機(jī)構(gòu)存在一個(gè)能使得壓力機(jī)不平衡慣性力變化值最小的副平衡滑塊重量。副平衡滑塊重量的適應(yīng)性調(diào)整使得高速精密壓力機(jī)在實(shí)際使用過(guò)程中能適應(yīng)多種沖壓模具的變化，實(shí)現(xiàn)不平衡慣性力變化量最小，從而提高壓力機(jī)工作時(shí)的平穩(wěn)性和下死點(diǎn)的動(dòng)態(tài)精度，提高沖壓件質(zhì)量，延長(zhǎng)模具使用壽命，減少高速精密壓力機(jī)的故障發(fā)生率。

設(shè)置平衡缸有利于保持滑塊系統(tǒng)的間隙單向性，但是不能僅僅依靠調(diào)整平衡力的方法改善高速精密壓力機(jī)的振動(dòng)現(xiàn)象。

對(duì)于采用了偏心軸或曲軸的高速精密壓力機(jī)，優(yōu)化旋轉(zhuǎn)軸自身的不平衡慣性力，是減小壓力機(jī)水平擺動(dòng)的主要手段。

影響高速精密壓力機(jī)振動(dòng)的原因是多方面的，本文旨在分析空運(yùn)轉(zhuǎn)條件下滑塊系統(tǒng)的等效慣性力的變化情況，探討高速精密壓力機(jī)動(dòng)平衡系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，尚未討論公稱力作用下高速精密壓力機(jī)的運(yùn)動(dòng)仿真情況。利用數(shù)字化虛擬樣機(jī)，可以進(jìn)一步開(kāi)展在公稱力作用情況下的動(dòng)力學(xué)分析、靜力學(xué)分析，開(kāi)展壓力機(jī)的模態(tài)分析、疲勞分析，指導(dǎo)零部件的優(yōu)化設(shè)計(jì)以獲得最佳綜合設(shè)計(jì)效果。隨著科學(xué)技術(shù)的不斷進(jìn)步，高速精密壓力機(jī)技術(shù)也必將得到迅速的發(fā)展。

[1]趙升噸，張學(xué)來(lái)，高長(zhǎng)宇，柳偉，張 永.高速壓力機(jī)慣性力平衡裝置及其特性研究（一）.鍛壓裝備與制造技術(shù)，2005，40（4）:27-30.

[2]趙升噸，張學(xué)來(lái)，高長(zhǎng)宇，柳 偉，張 永.高速壓力機(jī)慣性力平衡裝置及其特性研究（二）.鍛壓裝備與制造技術(shù)，2005，（6）:14-19.

[3]張晉西，郭學(xué)琴.Solidworks及COSMOSMotion機(jī)械仿真設(shè)計(jì).北京：清華大學(xué)出版社，2007.

Design of counterbalance system for high-speed precision press based on kinematic simulation

QIAN Gong，WU Qing，LOU Yu
（Zhejiang Metalforming Machine Works,Shengzhou 312400,Zhejiang China）

The numerical model of high-speed precision press has been established to carry out the kinematic simulation analysis of slider crank mechanism and balanced slide type dynamic balancing unit.Not only the relation between the changes of dynamic balancing slide weight and the cyclical changes of the imbalance inertia force of the press but also the relation between the changes of movement velocity of the slide and the changes of the amount of imbalance inertia force have been studied,as well as the function of the balancing cylinder.An intuitional and convenient modern method has been used in the design of the counterbalance system for high-speed precision press.

Balance system；High-speed precision press；Design

TG315.5

B

1672－0121(2011)04－0032－05

2011-04-21

錢(qián) 功（1963-），男，工程師，從事機(jī)械壓力機(jī)設(shè)計(jì)研究